模糊PID進出口獨立控制裝載機搖臂液壓系統

李澤龍， 楊 敬

(太原理工大學 新型傳感器與智能控制教育部(山西省)重點實驗室， 山西 太原 030024)

引言

在全球能源消耗和環境污染的嚴峻形勢下，各國都在爭先恐后的開展工程機械節能減排工作。在“中國制造 2025”發展戰略下，我國工程機械減排和降耗工作面臨著巨大的壓力和挑戰[1]。傳統裝載機采用四邊滑閥系統，其控制系統只有1個自由度，只能決定單腔的流量或壓力，且滑閥系統存在損失大、能量消耗多、發熱嚴重等復雜問題[2]，尤其是裝載機的搖臂液壓系統，其負載變化更加頻繁[3]。對于液壓系統中因多路閥的使用而浪費的能耗，國內外均已進行了較多的研究和改進方案。CHOI等[4]采用電液開關錐閥建立挖掘機進出口獨立控制系統，研究發現其較于傳統多路閥系統更節能。師建鵬等[5]利用負載口獨立控制系統對挖掘機動臂進行研究，提出一種模式切換控制策略。董致新等[6]通過進出口獨立控制挖掘機的實驗研究，發現負載口獨立系統可以顯著降低閥前后壓差，能量利用率得到提高。張鵬等[7]、劉凱磊等[8]、王濤等[9]通過研究負載口獨立控制系統，得出該系統有著提高液壓系統工作效率、提高節能效率和提高流量控制精度等優點。通過先前研究可以看出，相較于四邊聯動的控制方法，負載口獨立控制系統效果更佳。比例閥控制系統是復雜的非線性高階控制系統，普通的PID控制難以取得很好的控制效果，而將模糊控制和PID控制相結合則是一種系統控制性能的解決方法[10-11]。陳志高等[12]針對機器人的抖動問題設計了基于模糊PID控制器的閉環液壓系統，并獲得了優良控制效果。將負載口獨立控制方法與模糊PID控制方法相結合，可以結合各自的優點達到更好的控制效果。

對于裝載機搖臂液壓缸液壓系統這種外負載復雜多變的工程液壓系統，應用泵閥協同進出口獨立與模糊自適應PID控制方法相結合的應用研究少有涉及。本研究通過建立原機的機液聯合仿真模型，比較相同工況下試驗和仿真結果，得出所構建的機械結構的準確性，然后針對搖臂液壓系統分析其負載與工況；通過MATLAB搭建控制系統，AMESim搭建液壓系統，LMS Virtual.Lab Motion搭建機械動力系統進行聯合仿真；將傳統的模糊PID進行設計，將輸入信號由誤差和誤差的變化率設計為缸的位置誤差與閥的前后壓差，將模糊PID控制進出口獨立泵閥協同系統運用到搖臂液壓系統中，對比原機系統與所提出的基于模糊PID控制泵閥協同進出口系統，得出結論。

1 原機的仿真與試驗

1.1 原機系統機液聯合

通過現有的廈工某型裝載機作為試驗對象，建立如圖1所示的裝載機三維模型。對裝載機進行測量和查閱使用說明書得到裝載機各部件尺寸及參數，之后在機械動力學仿真軟件LMS Virtual.Lab Motion中創建裝載機的三維模型并添加相關約束和運動副進行裝配。

圖1 裝載機三維模型Fig.1 Loader 3D model

根據試驗所用裝載機工作裝置的執行原理，在多學科建模軟件AMESim中搭建實驗所用裝載機工作裝置的液壓系統。用LMS Virtual.Lab Motion完成的機械動力模型并導入到AMESim中，組成機液聯合仿真模型。用AMESim中的HCD庫搭建原多路閥的模型并進行連接， 圖2所示即為所搭建的模型。當裝載機轉向液壓系統不工作時，液壓泵所供油液則基本都用于工作裝置的作業運動，且當動臂停止運動，搖臂工作時，則油泵所供油液都為搖臂液壓系統所使用。

圖2 原系統機液聯合仿真液壓系統Fig.2 Hydraulic system of original machine-hydraulic co-simulation

1.2 試驗驗證

如圖3所示為所用裝載機試驗測試照片，并連接壓力、位移傳感器，dSPACE數據采集分析儀等。

圖3 裝載機原機試驗Fig.3 Original test of loader

對裝載機進行正載試驗，正載時物料重1 t，通過傳感器采集裝載機搖臂液壓缸無桿腔和有桿腔的壓力，搖臂液壓缸工作時的活塞桿位移變化以及速度變化。裝載機的試驗工況設置為：鏟斗鏟掘-動臂抬起-卸料-鏟斗放平-動臂放下，對應于搖臂液壓缸活塞工況為縮回-伸出-縮回3個階段。

通過試驗，得到了裝載機重載時，搖臂液壓缸有桿和無桿兩腔實際工作時的壓力、活塞桿位移變化等工作參數。以得到的試驗參數為參照，通過調整仿真模型里的閥口開度大小使仿真動作與試驗動作相匹配，從而使仿真與試驗能夠進行良好的對照。圖4所示即為重載條件下仿真結果與試驗結果的對比圖，由圖可知仿真模型的模擬試驗數據與實際試驗數據較為相符。

2 裝載機搖臂機械特性分析

2.1 搖臂液壓缸負載

通過對原機試驗的分析，可知裝載機搖臂聯的動作包括動臂靜止時搖臂液壓缸活塞桿伸出使鏟斗上翻鏟掘的動作，動臂抬升至高處搖臂液壓缸活塞桿縮回使鏟斗下翻傾倒物料，物料倒出后搖臂液壓缸活塞伸出使鏟斗放平3個階段。因此，可以通過機液聯合仿真得到搖臂液壓缸的負載變化情況，圖5為搖臂油缸的聯合仿真模型。

圖6a、圖6b分別為搖臂油缸第一階段和二、三階段活塞所受負載力隨位移變化的曲線及作為AMESim輸入信號的擬合曲線。

圖4 裝載機原機試驗與仿真結果對比Fig.4 Comparison of original test and simulation results of loader

圖5 搖臂聯機液聯合仿真Fig.5 Online hydraulic co-simulation of rocker arm

圖6 負載信號擬合Fig.6 Load signal fitting

2.2 搖臂液壓缸工況

在液壓缸工作過程中，活塞速度方向和所受負載力的方向同向，為超越工況，否則為阻抗工況。

因此，可以通過搖臂液壓缸工作時的速度受力圖判斷搖臂液壓缸工作時受到的工況。圖7、圖8所示為裝載機搖臂液壓缸在工作時的受力分析與活塞桿的速度變化情況。由圖7可知，裝載機搖臂液壓缸在動臂靜止時活塞桿伸出，活塞桿的速度方向與其受力方向相反，因而搖臂液壓缸是處于阻抗負載工況下；由圖8可知，當動臂舉升至最高點，搖臂液壓缸活塞桿縮回，活塞桿的速度方向與其受力方向相同，此時搖臂液壓缸是處于超越負載工況下的。下翻動作完成后，搖臂液壓缸伸出使鏟斗繼續上翻至水平，此時活塞桿的速度方向與其受力方向相反，故搖臂液壓缸是處于阻抗負載工況下。綜上，搖臂液壓缸的動作工況可概述為阻抗伸出，超越縮回。

圖7 動臂靜止搖臂油缸速度受力曲線Fig.7 Speed and force curve of static rocker cylinder of boom

圖8 動臂抬升搖臂油缸速度受力曲線Fig.8 Speed and force curve of rocker arm cylinder

3 節能特性分析

3.1 閥口節流損失特性

原機閥控系統簡化如圖9所示，當液壓缸無桿腔面積一定，負載力F不變，減小泵輸出壓力是提高轉換效率η和減小閥口節流損失的唯一方法[13]。

3.2 節能控制模式

當液壓缸確定時,雙腔受壓面積A1，A2和其面積比都為常數，定義μ=K1/K2，當負載力不變，效率η只和μ有關，可以通過減小μ來提高效率[13]。在普通四邊聯動滑閥控制系統中，進出油腔的閥口開度同時增大或減小，μ保持不變， 效率η與開口度變化無關。 對比閥口獨立控制系統， 其進出油腔的閥口開度能夠獨立控制，可以增大開口度來減小μ，在進油腔的閥口開度緩慢增大時，確保出油口的開口度全開，從而可以提高轉換效率[13]。

圖9 原機四邊滑閥控制原理圖Fig.9 Control principle diagram of four-side slide valve of original machine

4 泵閥協同進出口獨立控制系統的建立

4.1 系統組成

選用2個閥分別控制搖臂液壓缸兩腔的壓力流量以實現解耦[14]，同時選用伺服電機與定量泵組合的形式作為動力源，使流量可以按需調節，圖10為液壓和機械部分的系統組成。

圖10 系統組成Fig.10 System composition

4.2 控制策略

1) 搖臂油缸伸出縮回控制策略

鏟斗上翻裝料和卸料完畢收斗時的受力情況如圖11a所示，此時搖臂液壓缸工況屬阻抗伸出，為了降低能耗，在搖臂伸出時采用容積控制的方式，無桿腔閥口全開,通過直接控制搖臂伺服驅動電機的轉速以控制泵的輸出流量，從而控制搖臂液壓缸運行速度，有桿腔全開以達到降低搖臂背壓產生的最大能量損失；當動臂抬升至高處，鏟斗下翻卸料時受力情況如圖11b所示，此時搖臂液壓缸處于超越縮回，其所受負載方向在整個搖臂工作過程中始終保持不變, 此時有桿腔閥口全開，無桿腔采用壓力控制，即壓差反饋流量控制的方式，檢測閥的前后壓差，根據所需流量，調節閥芯位移，進而控制搖臂液壓缸運行速度。

圖11 伸出縮回控制策略Fig.11 Extension and retraction control strategy

2) 工作模式選擇

圖12所示即為裝載機的搖臂液壓缸其速度和位置的復合控制策略，控制器根據輸入的搖臂動作信號并通過液壓缸位置反饋信號對其具體工作模式進行識別，從而給出不同的系統控制方式與策略。在整個工作過程中，主要分為3種工作模式：快速伸出、快速縮回和準確定位。

4.3 模糊自適應PID實時調參

當搖臂油缸進入定位模式時，泵做壓力閉環控制，由于搖臂油缸復雜的工況，多變的負載會引起壓力波動。盡管泵做壓力閉環可以保證閥的前后壓差為一定值，但由于泵的響應速度不及閥的響應速度，實際閥口前后壓差并非固定值，而閥芯位移是理論壓差下給定位移，這樣所得出的流量就會產生誤差，無法對油缸進行精準定位。而運用模糊自適應PID控制方法，通過計算位置誤差Δx和閥的前后壓差Δp的變化實時調節控制閥芯位移的kp，ki，kd，進而獲得準確的閥口流量Q，實現對搖臂油缸活塞的精準定位。圖13為模糊控制器的原理圖。

圖14為由根據所需使用MATLAB軟件所作的Fuzzy窗口圖，圖14a為隸屬函數，圖14b為控制規則觀察窗口。

圖12 基于模式切換的速度位置復合控制流程圖Fig.12 Speed and position compound control flow chart based on mode switching

圖13 模糊PID控制器結構圖Fig.13 Fuzzy PID controller structure diagram

圖15為模糊PID控制算法生成的根據位置誤差和閥口壓差實時變化的kp,ki,kd變化曲面。

根據現有裝載機原機仿真模型，在此基礎上建立進出口獨立控制的裝載機搖臂機電液聯合仿真模型。如圖16所示，在搖臂液壓缸的兩端分別接入1個通徑為10 mm的華液公司某型號三位四通電磁比例方向閥，來對其進出油口實現獨立控制，動力源選用Hilectro某型號伺服電機及斯普瑞公司的葉片泵加額定功率組合的方式，實現對所需流量的調控。

4.4 新系統MATLAB-AMESim聯合仿真

根據試驗所用的三位四通電磁比例換向閥的參數和泵參數，用MATALB構建控制模型，AMESim構建液壓模型并進行聯合仿真，如圖17為所搭建模型。當手柄信號為1時，給定的最大速度為0.08 m/s，當手柄開度信號在0～1之間，速度也會在0～0.08 m/s之間成比例變化。

圖14 Fuzzy控制窗口Fig.14 Fuzzy control window

圖15 輸入量與輸出量的關系曲面Fig.15 Curved surface of relationship between input and output

圖16 進出口獨立控制的裝載機搖臂機液聯合仿真模型Fig.16 Mechanical-hydraulic co-simulation model of loader rocker arm with independent import and export

5 仿真結果

5.1 搖臂液壓缸阻抗伸出工況

當手柄信號給定1，活塞伸出模式，圖18為空載情況下的機液聯合仿真曲線。活塞從1 s開始以緩慢伸出，1～6 s為活塞快速運動階段，根據模式的選擇，這段時間內的無桿腔閥和有桿腔閥均是全開狀態，將所需要的流量信號給到伺服驅動器，伺服驅動器控制伺服電機帶動葉片泵工作，通過改變葉片泵的轉速獲得輸出流量從而控制活塞速度。

圖18 速度位移受力曲線Fig.18 Force curve of velocity and displacement

圖19為活塞伸出時速度，泵的轉速根據所需流量調整，兩閥保持全開，系統處于泵控模式；進入定位模式時，轉速變化率發生變化，是因為定位模式下泵除了提供必要的流量外還需要根據外負載的變化做壓力閉環控制，保證電磁比例閥的閥口壓差來保證閥控流量的精確。

圖17 新系統機液聯合仿真控制模型Fig.17 Machine-hydraulic co-simulation control model of new system

圖19 閥控信號和泵控信號Fig.19 Valve control signal and pump control signal

圖20為活塞伸出時，隨著位移的增大，泵出口壓力、無桿腔壓力、有桿腔壓力的變化曲線，由于負載力是逐漸減小的，故無桿腔壓力會慢慢降低，由于所需流量再增加，泵出口壓力會出現增大情況，回油腔保持低壓維持活塞伸出的穩定，當活塞伸出到第6秒時，進入定位模式，此時泵做壓力閉環出現無桿腔壓力短暫升高，閥進行模糊PID閉環實時控制，達到精確的定位效果。

圖20 壓力曲線Fig.20 Pressure curve

圖21為原機負載隨位移變化的曲線圖和新系統下負載隨位移變化的曲線圖，在0.247 m處產生振動是由于初始狀態時鏟斗為水平，搖臂油缸活塞的位置在0.247 m，裝載機此時啟動產生沖擊，通過對比2種負載隨位移變化的曲線圖，可以明顯看出給定負載信號的準確性。

5.2 搖臂液壓缸超越縮回工況

當手柄信號給到-1，活塞縮回模式，鏟斗進行卸料，鏟斗下翻傾倒卸料時，搖臂液壓缸活塞運動方向與負載方向相同，負載此時作為驅動力，搖臂液壓缸的工況為超越縮回，如圖22、圖23所示，搖臂液壓缸活塞桿從0.337 m縮至0.047 m，行程0.29 m。隨著負載逐漸增加，活塞速度逐漸加快，此時有桿腔閥全開，無桿腔閥控根據信號適當節流進行壓力控制，當活塞反饋位移接近目標位移達到閾值時，進行定位模式，泵給信號、無桿腔閥控信號和有桿腔閥控信號進行聯動控制，此時兩閥相當于1個四邊滑閥，泵此時提供的流量起到補油的作用。圖24所示的泵出口壓力可以看出，進入定位模式后，閥響應速度比泵響應快，閥關閉之后泵響應延遲導致壓力突然升高。

圖21 負載隨位移變化曲線Fig.21 Load vs displacement curve

圖22 速度位移受力曲線Fig.22 Force curve of velocity and displacement

5.3 模糊PID 與普通PID對比圖

圖25所示為搖臂液壓缸活塞分別在普通PID控制方法和模糊PID控制方法下的速度對比圖。由圖可明顯看出，采用模糊PID控制方法能明顯降低啟動階段的速度波動情況，且較于普通PID有更好的跟隨特性。

圖23 閥控信號和泵控信號Fig.23 Valve control signal and pump control signal

圖24 壓力曲線Fig.24 Pressure curve

圖25 不同控制方式下速度曲線Fig.25 Speed curve under different control modes

5.4 新系統與原系統仿真對比

通過MATLAB-AMESim聯合仿真軟件對新建立的系統進行仿真試驗，得到在新系統下搖臂液壓缸在空載條件下活塞桿位移速度曲線，兩腔壓力和泵的出口壓力、流量等參數。經過計算推導，得出新系統下泵的輸出功率變化曲線，并與原系統下搖臂液壓缸在空載條件下兩腔的壓力變化與泵的壓力和輸出功率做比較。

如圖26、圖27所示，不管是搖臂液壓缸活塞伸出時的阻抗工況還是搖臂液壓缸縮回時的超越工況，新系統的速度曲線和位移曲線相比原系統更為平滑，說明運用模糊PID進出口獨立控制方法能獲得更加優良的控制效果。

圖26 伸出速度位移Fig.26 Extension speed displacement

圖27 縮回速度位移Fig.27 Retraction speed displacement

如圖28所示，對比新系統和原系統泵的出口壓力和功率變化，當搖臂液壓缸活塞伸出，此時屬于阻抗工況，泵的功率峰值由原系統的3.82 kW降至新系統的3.3 kW，功率峰值降低了13.6%；如圖29所示，當搖臂液壓缸活塞縮回，此時屬于超越工況，泵出口功率由原系統的0.62 kW降低到0.33 kW功率峰值降低了46.8%。功率峰值降低的主要原因是：當搖臂液壓缸處于阻抗工況時，新系統液壓缸兩腔壓力實現解耦，泵的輸出流量可以由伺服電機按需要調節；當搖臂液壓缸處于超越工況時，外負載作為主要驅動力，泵只需提供所需流量的最小壓力和作用，對于新系統來說，流量可以根據需要變化，而原機系統流量取決于柴油電機轉速和泵的固定排量，流量無法改變，從而造成了泵的功率損失。對比兩圖可知，新系統下搖臂液壓缸在工作時，其兩腔壓力變化較原系統更為平穩。

圖28 阻抗伸出工況時泵的功率及出口壓力Fig.28 Pump power and outlet pressure under resist extend

圖29 超越縮回工況時泵的功率及出口壓力Fig.29 Pump power and outlet pressure under overstep retract

對圖28、圖29的功率曲線進行積分，得到搖臂液壓缸在不同的工況下時泵的能耗對比圖，如圖30所示，在阻抗伸出條件下，泵消耗能量從原系統15.42 kJ下降到新系統的9.46 kJ，下降了38.65%，在超越縮回工況下，泵消耗能量從原系統4.46 kJ下降到新系統的1.92 kJ，下降了56.9%，可見新系統優良的節能特性。

6 結論

(1) 基于模糊自適應PID進出口獨立控制的裝載機搖臂液壓系統能夠在不同工況下進行工作模式的切換，并且滿足動力性要求；

圖30 新舊系統能耗對比圖Fig.30 Comparison chart of energy consumption between new and old systems

(2) 基于模糊PID泵閥協同進出口獨立控制的裝載機搖臂液壓，搖臂液壓缸伸出和縮回過程中采用伺服電機驅動定量泵的容積控制方式和閥出口節流控制方式，降低搖臂液壓缸工作時的能耗損失，伺服電機驅動泵的形式和閥口獨立形式，增加了系統自由度，使得系統的能量利用效率大福提高；

(3) 基于搖臂油缸不同工況應用不同模式的控制策略，使油缸在伸縮過程中可以快速動作并保證運行平穩，油缸壓力變化幅度更加平穩；

(4) 使用模糊PID的控制算法，應用于復雜多變的工程機械中，提高了位置和速度的控制精度，減小了系統誤差，對比傳統控制方式具有更好地控制效果和節能特性。